Кинематический и энергетический расчёты редуктора

↑

▷ Содержание

Стр 1 из 3Следующая ⇒

По курсу «Детали машин»

Студент:

Солоднев A.A.

группа 233

Преподаватель:

Силаев Б.М.

Самара 2012

Задание №9, вариант №1

Спроектировать соосный цилиндрический редуктор

Плоскость вращения

несущего винта

Плоскость крепления к

подредукторной раме

Рисунок 1- Кинематическая схема редуктора

Исходные данные

Сила тяги на несущем винте 10 кН

Несущая сила на винте 0,4 кН

Частота вращения выходного вала 250 ^об/_мин

Мощность на выходном вала 150 кВт

Частота вращения входного вала 2000 ^об/_мин

Расчетная долговечность 1000 ч

Расстояние от плоскости подвески до несущего винта l 600 мм

Режим нагружения

Примечания:

1. За расчетную (номинальную) нагрузку принимается максимальная из длительно действующих нагрузок, при которой число циклов перемены напряжений

2. Коэффициент нагрузки при этом число перемены циклов напряжений

Рисунок 2- График режима работы

Кинематический и энергетический расчёты редуктора

Определение общего передаточного отношения и распределение его по ступеням

Согласно заданию имеем частоту вращения валов

Общее передаточное число редуктора

где U ₁ – передаточное число первой ступени,

U ₂ – передаточное число второй ступени.

Согласно рекомендации , в двухступенчатом цилиндрическом редукторе для рациональной разбивки передаточных чисел рекомендуется эмпирическая зависимость:

U ₁ = тогда

U ₁ = ;

U ₂ =

Определение частот вращения валов редуктора

Частота вращения вала I (смотри исходные данные)

Частота вращения вала III (смотри исходные данные)

Частоту вращения промежуточного вала II определяем, исходя из передаточного отношения

;

Определение КПД ступеней и мощности на валах

Т.к. передача авиационная, она требует обеспечения высокой надежности, работает с умеренными скоростями и повышенными нагрузками, то согласно рекомендации [1] для всех зубчатых колес выбираем 7-ю степень точности. Принимаем КПД для первой и второй цилиндрических передач h ₁ = h ₂= 0,985.

Мощности на валах определяем по формуле:

(смотри исходные данные)

Определение крутящих моментов на валах

Крутящие моменты на валах определяются по следующей формуле:

, тогда

крутящий момент на валу I: ;

крутящий момент на валу II: ;

крутящий момент на валу III: ;

Расчет зубчатых передач редуктора

Расчет тихоходной цилиндрической

Прямозубой передачи

К тихоходной цилиндрической прямозубой передачи будем относить вторую ступень данной схемы редуктора.

Расчет быстроходной прямозубой передачи при заданном межосевом расстоянии

Проверочный расчет на статическую прочность

При перегрузках

Запишем данные для I-ой ступени, полученные в предыдущих пунктах:

; ; ;

; HRC = 60; МПа; ,

где K_g - коэффициент перегрузки.

Определяем максимальное расчетное контактное напряжение по формуле:

.

Так как способ обработки материала – цементация, то максимальное допускаемое контактное напряжение будет равно:

МПа;

Проверка условия прочности по контактному напряжению:

Условие прочности выполняется.

Максимальное расчетное напряжение изгиба зубьев для z₁ и z₂ будет равно:

;

Максимальное допускаемое напряжение изгиба будет равно:

МПа, при НВ > 350

Проверка условия прочности по напряжению изгиба:

Условие прочности выполняется.

Цилиндрической передачи

Схема зацепления колес I ступени:

Рисунок 3- Схема зацепления колес I ступени

В зацеплении действует нормальная сила, направленная по нормали, перпендикулярная профилю и к направлению зуба. Её раскладывают на три составляющие: окружная , радиальная и осевая силы.

Рассматривая цилиндрическое зацепление видим, что зуб не имеет наклона, то есть , , отсюда следует, что , так как расчетная формула имеет вид: .

Определяем окружную составляющую нормальной силы первой ступени по формуле:

Рассчитываем радиальную силу по формуле:

Нормальную силу первой ступени определим по формуле:

Предварительное определение диаметров валов

Диаметры валов рассчитываются по формуле:

,

где s – номер вала;

T_S – крутящий момент;

– допускаемое напряжение кручения, МПа (принимаем

80 МПа);

= 0.5 0,8 – коэффициент пустотелости (принимаем β = 0,65).

Определяем диаметр I вала по формуле:

Принимаем значение d_I = 40 мм.

Определяем диаметр II вала по формуле:

Принимаем значение d_II = 55 мм.

Определяем диаметр III вала редуктора по формуле:

Принимаем значение d_Ш = 75 мм.

По курсу «Детали машин»

Студент:

Солоднев A.A.

группа 233

Преподаватель:

Силаев Б.М.

Самара 2012

Задание №9, вариант №1

Спроектировать соосный цилиндрический редуктор

Плоскость вращения

несущего винта

Плоскость крепления к

подредукторной раме

Рисунок 1- Кинематическая схема редуктора

Исходные данные

Сила тяги на несущем винте 10 кН

Несущая сила на винте 0,4 кН

Частота вращения выходного вала 250 ^об/_мин

Мощность на выходном вала 150 кВт

Частота вращения входного вала 2000 ^об/_мин

Расчетная долговечность 1000 ч

Расстояние от плоскости подвески до несущего винта l 600 мм

Режим нагружения

Примечания:

1. За расчетную (номинальную) нагрузку принимается максимальная из длительно действующих нагрузок, при которой число циклов перемены напряжений

2. Коэффициент нагрузки при этом число перемены циклов напряжений

Рисунок 2- График режима работы

Кинематический и энергетический расчёты редуктора

Познавательные статьи:



Организация работы процедурного кабинета

Статус республик в составе РФ

Понятие финансов, их функции и особенности

Сущность демографической политии